蔡艷平，范 宇，陳 萬(wàn)，鄭 勇

(火箭軍工程大學(xué)305室，陜西 西安，710025)

振動(dòng)監(jiān)測(cè)診斷法[1]以機(jī)器振動(dòng)作為信息源，結(jié)合頻譜分析技術(shù)，在機(jī)器運(yùn)行過(guò)程中，根據(jù)頻譜特征變化可以有效判別機(jī)器的運(yùn)行狀態(tài)及故障形成的原因。至于內(nèi)燃機(jī)缸蓋振動(dòng)信號(hào)，其主要激勵(lì)源為缸內(nèi)氣體燃爆激振及進(jìn)、排氣門(mén)開(kāi)啟和關(guān)閉。筆者深入分析了柴油機(jī)的故障產(chǎn)生原因和振動(dòng)機(jī)理，為柴油機(jī)振動(dòng)診斷提供了一定的診斷分析依據(jù)[2]。張曉奇[3]研究了發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)特性，并對(duì)其進(jìn)行了噪聲源識(shí)別以及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。杜燦誼[4]通過(guò)建模仿真和實(shí)驗(yàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)進(jìn)行了典型故障機(jī)理、特征提取和診斷方法研究。國(guó)杰等[5]建立了配氣機(jī)構(gòu)的連續(xù)體動(dòng)力學(xué)模型，用于分析配氣機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)及激勵(lì)源特性。Suh等[6]借助研究凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)和氣門(mén)落座對(duì)氣缸蓋表面的傳遞函數(shù)，預(yù)測(cè)了缸蓋表面的振動(dòng)響應(yīng)。Hwang等[7]研究了發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)噪聲特性，認(rèn)為配氣機(jī)構(gòu)噪聲和凸輪緩沖段速度設(shè)計(jì)有關(guān)。Johnsson[8]通過(guò)采集內(nèi)燃機(jī)表面振動(dòng)加速度信號(hào)重構(gòu)缸內(nèi)壓力信號(hào)來(lái)評(píng)價(jià)其燃燒狀態(tài)。綜合上述文獻(xiàn)表明，研究者大多關(guān)注內(nèi)燃機(jī)振動(dòng)信號(hào)產(chǎn)生的機(jī)理，而針對(duì)氣缸蓋振動(dòng)分析和信號(hào)模擬方法的報(bào)道較少。此外，傳統(tǒng)獲取氣門(mén)間隙故障樣本的方法主要依靠人工調(diào)整氣門(mén)及其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)之間的距離來(lái)實(shí)現(xiàn)，存在效率低、耗時(shí)長(zhǎng)等不足，而深度學(xué)習(xí)已在內(nèi)燃機(jī)故障診斷領(lǐng)域展現(xiàn)出廣闊的應(yīng)用前景，如何通過(guò)信號(hào)模擬方法來(lái)為深度學(xué)習(xí)技術(shù)提供大量樣本從而對(duì)網(wǎng)絡(luò)進(jìn)行訓(xùn)練是一個(gè)亟待解決的問(wèn)題，基于此，本文通過(guò)建立內(nèi)燃機(jī)氣門(mén)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型和氣缸壓力仿真模型，對(duì)內(nèi)燃機(jī)缸蓋振動(dòng)信號(hào)實(shí)施仿真模擬，并借助不同工況條件下模擬信號(hào)與實(shí)測(cè)信號(hào)的對(duì)比分析，對(duì)該模擬方法進(jìn)行有效性驗(yàn)證，以期為深度學(xué)習(xí)在內(nèi)燃機(jī)故障診斷領(lǐng)域的應(yīng)用提供新的思路。

1 內(nèi)燃機(jī)配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析及氣缸壓力仿真

1.1 配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析

采用AVL EXCITE-TD軟件對(duì)內(nèi)燃機(jī)配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，所建配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型如圖1所示，其中主要零件及參數(shù)列于表1。由圖1可見(jiàn)，該動(dòng)力學(xué)模型主要包含旋轉(zhuǎn)激勵(lì)、凸輪軸、軸承結(jié)構(gòu)、相位調(diào)整、凸輪型線、挺柱、推桿、氣門(mén)彈簧、氣門(mén)閥面等單元。由于進(jìn)、排氣門(mén)總體結(jié)構(gòu)相似，為簡(jiǎn)化計(jì)算，本研究?jī)H對(duì)其中一個(gè)氣門(mén)系統(tǒng)進(jìn)行仿真，所得氣門(mén)落座力、運(yùn)動(dòng)加速度、運(yùn)動(dòng)速度和升程仿真結(jié)果如圖2所示。從圖2中可以看出，在氣門(mén)開(kāi)啟和關(guān)閉瞬間，因加速度突變引起了一定的沖擊，特別是在氣門(mén)關(guān)閉瞬間，氣門(mén)落座造成較強(qiáng)的沖擊力，這也是配氣機(jī)構(gòu)對(duì)氣缸蓋的主要沖擊力。當(dāng)氣門(mén)關(guān)閉后，氣門(mén)落座力始終維持在一定數(shù)值，這是因?yàn)闅忾T(mén)彈簧所產(chǎn)生的預(yù)緊力使氣門(mén)與氣門(mén)座緊密接觸，從而在內(nèi)燃機(jī)壓縮和做功沖程保持氣缸的密閉。同時(shí)，在臨近氣門(mén)開(kāi)啟和關(guān)閉時(shí)刻，氣門(mén)運(yùn)動(dòng)的速度和加速度達(dá)到最大值，這主要是因凸輪基圓和型線之間存在過(guò)渡段所致。此外，氣門(mén)升程和運(yùn)動(dòng)速度曲線都比較光滑，表明配氣機(jī)構(gòu)在工作過(guò)程中運(yùn)行比較平穩(wěn)，不存在突變、飛脫等不良現(xiàn)象。

圖1 配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型

表1 配氣機(jī)構(gòu)主要零件及參數(shù)

圖2 氣門(mén)運(yùn)動(dòng)仿真曲線

設(shè)置內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速為1500 r/min，并考慮進(jìn)、排氣門(mén)實(shí)際相位，所得內(nèi)燃機(jī)一個(gè)運(yùn)行周期內(nèi)進(jìn)、排氣門(mén)凸輪升程及落座力曲線如圖3所示。當(dāng)配氣機(jī)構(gòu)的氣門(mén)間隙異常時(shí)，氣門(mén)落座力和正常工況條件下不同，以至于缸蓋表面振動(dòng)存在差異，因此，可以借助缸蓋表面振動(dòng)信號(hào)對(duì)其故障進(jìn)行診斷。為獲得不同工況條件下的缸蓋振動(dòng)信號(hào)，首先對(duì)氣門(mén)落座力進(jìn)行仿真分析。設(shè)置氣門(mén)正常無(wú)故障及排氣門(mén)間隙過(guò)小或過(guò)大等三種工況，其中正常工況下排氣門(mén)間隙為0.30 mm，排氣門(mén)間隙過(guò)小或過(guò)大時(shí)相應(yīng)間隙值分別為0.06、0.50 mm，三種工況下的氣門(mén)落座力仿真結(jié)果如圖4所示。從圖4中可以看出，氣門(mén)間隙越大，落座沖擊力越強(qiáng)。氣門(mén)間隙過(guò)大將導(dǎo)致氣門(mén)晚開(kāi)早閉，縮短了排氣時(shí)間，使廢氣不能充分排出，導(dǎo)致工質(zhì)更新不及時(shí)，同時(shí)過(guò)大的沖擊力會(huì)加速氣門(mén)機(jī)構(gòu)損耗，并產(chǎn)生噪音過(guò)大等不良影響；氣門(mén)間隙過(guò)小則會(huì)造成氣門(mén)早開(kāi)遲閉，導(dǎo)致氣門(mén)受熱膨脹后密封不嚴(yán)，引起氣缸漏氣，氣體燃燒不完全，降低了內(nèi)燃機(jī)的效率。

(a)凸輪升程

(b)落座力

圖4 不同氣門(mén)間隙條件下的落座力

1.2 氣缸壓力仿真

使用AVL BOOST軟件模擬內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)壓力，搭建的氣缸模型見(jiàn)圖5，該模型主要包含空氣濾清器、氣缸、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)調(diào)節(jié)、容腔、催化轉(zhuǎn)化器等單元，氣缸的相關(guān)參數(shù)列于表2。

由仿真模擬所得氣缸內(nèi)的壓力變化曲線如圖6所示。由圖6仿真結(jié)果可知，當(dāng)缸內(nèi)氣體燃爆時(shí)，氣缸壓力迅速增大，最高可達(dá)12 MPa左右。同時(shí)氣體燃爆之前缸內(nèi)壓力略小于氣體燃爆之后的壓力，造成該現(xiàn)象的主要原因有兩個(gè)：一是氣缸吸氣過(guò)程中需要缸內(nèi)壓力小于大氣壓；二是氣缸排氣過(guò)程中廢氣不能完全排盡，殘留的少量氣體導(dǎo)致缸內(nèi)壓力大于吸氣過(guò)程相應(yīng)值。該仿真曲線較好地反映了內(nèi)燃機(jī)實(shí)際工作過(guò)程中氣缸內(nèi)部壓力的變化過(guò)程。

圖6 氣缸壓力仿真曲線

2 內(nèi)燃機(jī)缸蓋模態(tài)及瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

2.1 缸蓋振動(dòng)的模態(tài)分析

采用ABAQUS有限元分析軟件建立內(nèi)燃機(jī)缸蓋模型，并對(duì)該模型進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化，去除缸蓋螺孔的螺紋以及細(xì)小的溝槽等可能會(huì)引起網(wǎng)格劃分失敗的部分，在不影響分析結(jié)果的前提下，盡量減少計(jì)算代價(jià)、提高運(yùn)行效率，所建內(nèi)燃機(jī)缸蓋模型如圖7所示。缸蓋為HT250灰鑄鐵材質(zhì)，其密度為7400 kg/m3，楊氏模量為140 GPa，泊松比為0.27。

圖7 缸蓋模型

對(duì)缸蓋模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分后再對(duì)網(wǎng)格進(jìn)行質(zhì)量檢查，優(yōu)化不合格網(wǎng)格，最終得到24 671個(gè)節(jié)點(diǎn)和119 598個(gè)單元網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分示意圖見(jiàn)圖8。因?qū)嶋H中通常借助螺栓把氣缸蓋固定在內(nèi)燃機(jī)機(jī)體上，故還需對(duì)缸蓋模型螺栓孔部分進(jìn)行6自由度約束作為氣缸蓋的邊界條件，邊界約束示意圖見(jiàn)圖9。

圖8 網(wǎng)格劃分

圖9 邊界約束

進(jìn)入作業(yè)程序，提取內(nèi)燃機(jī)缸蓋前30階固有頻率及振型，各階次對(duì)應(yīng)的頻率見(jiàn)表3。圖10所示為缸蓋部分階次振型云圖(第1、10、20、30階)。

2.2 缸蓋振動(dòng)的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

在內(nèi)燃機(jī)工作過(guò)程中，無(wú)論是缸內(nèi)氣體燃爆還是氣門(mén)落座沖擊過(guò)程，都存在一個(gè)隨時(shí)間變化的作用力，因此可采用瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析來(lái)獲得缸蓋的振動(dòng)情況?；谀B(tài)分析結(jié)果，借助模態(tài)疊加法計(jì)算缸蓋的振動(dòng)響應(yīng), 將仿真所得氣缸進(jìn)、排氣門(mén)落座力和缸內(nèi)氣體燃爆激振力加載到缸蓋模型的相應(yīng)位置，通過(guò)有限元分析軟件計(jì)算出缸蓋受激勵(lì)力的振動(dòng)響應(yīng)。氣缸進(jìn)、排氣門(mén)落座力和缸內(nèi)氣體燃爆激振力加載位置如圖11所示，得到的缸蓋時(shí)域振動(dòng)信號(hào)見(jiàn)圖12。由圖12仿真結(jié)果可知，缸蓋在激勵(lì)力初始作用下振動(dòng)變化非常劇烈，導(dǎo)致振動(dòng)加速度過(guò)大，為避免其對(duì)本研究產(chǎn)生干擾，首先模擬內(nèi)燃機(jī)2個(gè)工作循環(huán)的缸蓋振動(dòng)信號(hào)，然后截取第2個(gè)工作循環(huán)期間的振動(dòng)信號(hào)作為分析對(duì)象，所截取的內(nèi)燃機(jī)1個(gè)工作循環(huán)中的缸蓋振動(dòng)信號(hào)如圖13所示。由圖13可見(jiàn)，該仿真結(jié)果較好地體現(xiàn)了氣缸進(jìn)、排氣門(mén)的關(guān)閉、開(kāi)啟以及缸內(nèi)氣體燃燒激振所引起的內(nèi)燃機(jī)缸蓋振動(dòng)過(guò)程，基本上反映了內(nèi)燃機(jī)工作過(guò)程中缸蓋的振動(dòng)情況。

表3 缸蓋振型及頻率

(a)第1階振型

(b)第10階振型

(c)第20階振型

(d)第30階振型

(a)氣門(mén)落座力加載位置

(b)氣體燃爆激振加載位置

圖12 模擬的缸蓋振動(dòng)信號(hào)

圖13 缸蓋一個(gè)工作循環(huán)的振動(dòng)信號(hào)

Fig.13 Cylinder head vibration signal in one operating cycle

3 實(shí)例驗(yàn)證

為了驗(yàn)證內(nèi)燃機(jī)缸蓋振動(dòng)模擬信號(hào)和實(shí)際信號(hào)的吻合程度，采集內(nèi)燃機(jī)在實(shí)際工作過(guò)程中不同工況條件下的缸蓋振動(dòng)信號(hào)，并與其相應(yīng)的仿真模擬信號(hào)進(jìn)行了比較分析。試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集自車(chē)載BF4L10011F型柴油機(jī)，通過(guò)AVL油壓傳感器采集柴油機(jī)噴油管壓力，借助PCB振動(dòng)傳感器采集柴油機(jī)氣門(mén)機(jī)構(gòu)附近的振動(dòng)情況，PCB振動(dòng)傳感器采樣頻率為25 kHz，柴油機(jī)空載運(yùn)行，轉(zhuǎn)速為1500 r/min。試驗(yàn)設(shè)備及傳感器布置如圖14所示。

圖14 試驗(yàn)設(shè)備和傳感器布置

試驗(yàn)通過(guò)改變柴油機(jī)氣門(mén)間隙，模擬柴油機(jī)的運(yùn)行工況。將柴油機(jī)進(jìn)氣門(mén)間隙統(tǒng)一設(shè)置為0.30 mm，排氣門(mén)間隙設(shè)置為0.30、0.06、0.50 mm，分別表示排氣門(mén)間隙正常、過(guò)小、過(guò)大的工況。采集三種工況下的氣缸蓋表面振動(dòng)信號(hào)，并對(duì)所得時(shí)域信號(hào)進(jìn)行頻譜分析，實(shí)際采集信號(hào)與相應(yīng)仿真模擬信號(hào)的對(duì)比如圖15所示。由圖15中實(shí)測(cè)信號(hào)采集結(jié)果可見(jiàn)，正常工況下的時(shí)域信號(hào)反映了缸蓋振動(dòng)的基本情況，進(jìn)、排氣門(mén)落座和開(kāi)啟的激勵(lì)力、缸內(nèi)氣體燃爆激振力都得到了良好的體現(xiàn)，在其相應(yīng)的頻譜圖中，峰值主要集中在6000～8000 Hz，這應(yīng)歸因于氣門(mén)落座所產(chǎn)生的高頻振動(dòng)[2]，即此時(shí)內(nèi)燃機(jī)缸蓋的主要振動(dòng)是由氣門(mén)落座所引起的；當(dāng)排氣門(mén)間隙過(guò)小時(shí)，缸蓋的主要振動(dòng)是由進(jìn)氣門(mén)開(kāi)、閉引起的，此時(shí)相應(yīng)頻譜的峰值主要集中在10000 Hz以上區(qū)域；當(dāng)排氣門(mén)間隙過(guò)大時(shí)，缸蓋的主要振動(dòng)由進(jìn)、排氣門(mén)關(guān)閉引起，相應(yīng)的頻譜峰值出現(xiàn)區(qū)域與排氣門(mén)間隙過(guò)小時(shí)相似，也集中在10000 Hz以上區(qū)域，但峰值波動(dòng)較后者更加明顯。

對(duì)比實(shí)測(cè)信號(hào)和模擬仿真信號(hào)可見(jiàn)，在三種工況下，實(shí)測(cè)信號(hào)與仿真信號(hào)的時(shí)域波形和頻域波形基本一致，但由于內(nèi)燃機(jī)在實(shí)際工作中各種振動(dòng)相互耦合、不同部件相互影響，導(dǎo)致氣缸蓋振動(dòng)信號(hào)成分非常復(fù)雜，因此實(shí)際信號(hào)和仿真信號(hào)還是存在一定差別。從時(shí)域信號(hào)來(lái)看，由于本研究在仿真模擬時(shí)僅考慮了最主要的進(jìn)、排氣門(mén)開(kāi)啟和關(guān)閉以及缸內(nèi)氣體燃爆激振力的作用，因此在這些力作用時(shí)的缸蓋振動(dòng)模擬信號(hào)比較明顯，而對(duì)實(shí)際工作中各種耦合的振動(dòng)情況表現(xiàn)不足。從頻域信號(hào)來(lái)看，實(shí)測(cè)信號(hào)的低頻部分振動(dòng)信息相比模擬信號(hào)更加豐富，這主要是因?yàn)樵诜抡婺M時(shí)，所考慮的由主要作用力引起的缸蓋振動(dòng)基本集中在中高頻部分，對(duì)實(shí)際工作中因各種耦合引起的低頻振動(dòng)表現(xiàn)不足。不過(guò)，在高頻段實(shí)測(cè)信號(hào)和仿真信號(hào)的峰值及其對(duì)應(yīng)的頻率位置雖存在一定的差異，但是整體變化趨勢(shì)一致?？偟膩?lái)說(shuō)，本研究對(duì)三種工況下缸蓋振動(dòng)信號(hào)的仿真模擬取得了比較理想的效果，采用本方法對(duì)內(nèi)燃機(jī)氣門(mén)間隙故障進(jìn)行大樣本模擬是可行的。

(a)正常工況

(b) 氣門(mén)間隙過(guò)小

(c) 氣門(mén)間隙過(guò)大

4 結(jié)論

(1)運(yùn)用AVL EXCITE-TD軟件對(duì)內(nèi)燃機(jī)配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行仿真，結(jié)果表明氣門(mén)關(guān)閉瞬間形成了較大沖擊力，這是配氣機(jī)構(gòu)引起缸蓋振動(dòng)的主要因素，且氣門(mén)間隙越大，氣門(mén)對(duì)缸蓋的沖擊力越大。運(yùn)用AVL BOOST軟件對(duì)內(nèi)燃機(jī)氣缸壓力進(jìn)行仿真，較好地反映了內(nèi)燃機(jī)實(shí)際工作過(guò)程中氣缸內(nèi)部壓力的變化過(guò)程。

(2)對(duì)內(nèi)燃機(jī)缸蓋模型進(jìn)行模態(tài)分析表明，在邊界條件的約束下，缸蓋前30階振型頻率為5232.5～10986.7 Hz。

(3)仿真信號(hào)與實(shí)測(cè)信號(hào)的對(duì)比分析結(jié)果表明，對(duì)內(nèi)燃機(jī)缸蓋振動(dòng)的模擬取得了較理想的效果，特別是在信號(hào)的高頻部分，仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果吻合較好。但由于內(nèi)燃機(jī)振動(dòng)激勵(lì)眾多，因各部件相互接觸、振動(dòng)情況相互耦合對(duì)缸蓋振動(dòng)所產(chǎn)生的影響還需要進(jìn)一步研究。